CN1719070A - 连杆—齿轮少齿差行星传动机构 - Google Patents

Abstract

一种连杆—齿轮少齿差行星传动机构，通过固定在四杆机构连杆中部的外齿轮、将输入动力传递给与其啮合的内齿轮，外齿轮在内齿轮内部作平动，驱动内齿轮作定轴转动输出转矩。本发明的连杆—齿轮少齿差行星传动机构，传动效率高达90％以上，承载能力和传动比大，结构紧凑，体小质轻，且传动过程能达到系统的静平衡和动平衡，维修方便，价格不高，适应性广，可广泛用于各种工程、如航天和生物医学工程、微小机械系统等领域。

Description

连杆—齿轮少齿差行星传动机构

                               技术领域

本发明属连杆—齿轮少齿差行星传动机构领域。

                               背景技术

齿轮传动是机械传动中最重要、也是应用最广泛的一种机械传动型式。齿轮和齿轮装置的质量，直接影响着机械产品的质量、寿命和性能。齿轮传动可以实现平行轴、相交轴和交错轴之间的传动等多种空间传动方式。齿轮技术在一定程度上标志着机械工程技术的水平，被公认为是工业和工业化的象征。

行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，因为有效地利用了功率分流和输入、输出的同轴性以及合理采用内啮合，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，被广泛应用。但其结构复杂，制造困难，成本高，且受结构限制只能用于中、小载荷传动。

少齿差行星传动是行星齿轮传动的一种，代表着行星齿轮传动的一个发展方向。少齿差行星传动是指内外齿轮齿数差很少的内啮合的变位齿轮传动，它的传动类型很多，按行星轮齿区分，有摆线少齿差传动，渐开线少齿差传动，圆弧少齿差传动，活齿少齿差传动和锥齿少齿差传动五类。德国人首先提出以外摆线为齿廓曲线，且其中的一个齿轮采用针轮的摆线少齿差行星传动原理，并于20世纪30年代后期在日本研制生产。中国从1958年开始研究摆线针轮减速机，20世纪60年代投入工业化生产，现已形成系列，广泛应用于各类机械设备中。摆线针轮少齿差行星传动的零件主要采用轴承钢并且经过磨削加工而成，传动时是多齿啮合，因而具有承载能力高，运转平稳，效率高，寿命长等特点。但其加工精度要求高，结构复杂，相应的制造成本也高。

渐开线少齿差传动的原理与摆线针轮少齿差传动的原理基本相同，其区别在于：前者的内外齿轮的齿廓曲线采用渐开线，而后者的是外摆线。1949年，前苏联学者SkvolZova从理论上解决了实现一齿差传动的几何计算问题。1956年，我国著名机械学家朱景样教授提出了“双曲柄输入式少齿差传动机构”的传动原理和设计方法，指导了我国少齿差传动的研究和推广使用。渐开线少齿差传动的特点是，轮齿结构简单，用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可进行加工，不需特殊刀具和专用设备，也可以采用软齿面，避免了复杂的热处理以及精加工工艺，制造成本较低。但其传动效率不如摆线针轮少齿差传动高。

20世纪70年代后期出现了一种以少齿差行星传动为原理的新型减速器，即三环减速器，其特点是传动比大，承载能力大，传动效率高，结构紧凑，体积小，质量轻。但进一步缩小结构尺寸和分流输入功率有困难。

                               发明内容

本发明要解决的技术问题是提供一种承载能力和传动效率高、平衡性好、结构紧凑、体积小、制造简单的连杆—齿轮少齿差行星传动机构。

本发明以如下技术方案解决上述技术问题：通过固定在四杆机构连杆中部的外齿轮、将输入动力传递给与其啮合的内齿轮，外齿轮在内齿轮内部作平动，驱动内齿轮作定轴转动输出转矩。

本发明的连杆—齿轮少齿差行星传动机构，传动效率高达90％以上，承载能力和传动比大，结构紧凑，体小质轻，且传动过程能达到系统的静平衡和动平衡，维修方便，价格不高，适应性广，可广泛用于各种工程，例如航天和生物医学工程、微小机械系统等领域。

                               附图说明

图1是本发明的连杆—齿轮少齿差行星传动机构的传动原理图。

图2是应用本发明原理设计的一种减速机的结构示意图。

                             具体实施方式

如图1所示，外齿轮4固定安装在由曲柄1和3、连杆2组成的四杆机构ABCD的连杆2上，其圆心O₁位于连杆2的中点；与外齿轮啮合的内齿轮5，其圆心O₂位于曲柄1和3的回转中心A、D连线的中点，外齿轮4和内齿轮5的中心距O₁ O₂的长度等于曲柄的长度L。当电动机带动曲柄1、3或其中的一个曲柄回转，固连于连杆BC上的外齿轮4随连杆一起做各点轨迹均为圆的平动，此时外齿轮中心的O₁的轨迹是以O₂为圆心、以L为半径的圆。由于外齿轮4的轮齿和内齿轮5的轮齿相啮合，外齿轮4驱动内齿轮5绕定轴线O₂转动，并把减速增矩后的转矩通过输出轴输出。

图2是利用图1所示的原理设计的一种减速机结构示意图。曲柄6和11为输入轴，传递运动和动力的两块传动板10、12亦即四连杆机构中的连杆，外齿轮8固定在传动板10上，外齿轮13固定在传动板12上，两个外齿轮分别与内齿轮9和14啮合，轴7为转矩输出轴；平衡板15与两块传动板10、12的瞬时啮合相位差为180度角，其质量等同于两块传动板的总和；由于在减速机内设置有平衡板，保证了传动的静平衡和动平衡，同时还克服了偏心死点与振动的问题。

本发明的连杆—齿轮少齿差行星传动机构的传动比、啮合参数、效率分析的计算过程如下：

1.传动比 ：

在图1中，平行四杆机构ABCD中的AB＝CD，BC＝AD。运动由曲柄AB或曲柄CD输入。外齿轮4和连杆2刚性连接。设外齿轮的齿数为Z₄，节圆半径为r₄，中心为O₁；内齿轮5的齿数为Z₅，节圆半径为r₅，中心为O₂。P点为行星传动内外齿轮瞬时啮合节点。

AB＝DC＝r₅-r₄＝O₁O₂＝a；

$r_4=\frac{1}{2}m{Z}_4,r_5=\frac{1}{2}m{Z}_5,O_1{O}_2=r_5-r_4=\frac{1}{2}m(Z_5-Z_4).$

设曲柄AB的转动角速度为ω，V_B＝V_C＝aω。因为连杆BC与外齿轮刚性连接，作平动，该构件上的各点线速度均相同。故内外齿轮啮合点P的速度V_P＝V_B，即

$V_P=\mathrm{a\ω}=\frac{1}{2}m(Z_5-Z_4)\mathrm{\ω}---\left(1\right)$

设内齿轮的角速度(亦即输出轴的角速度)为ω′，则

${\mathrm{\ω}}^{\′}=\frac{V_P}{r_5}=\frac{(Z_5-Z_4)}{Z_5}\mathrm{\ω}---\left(2\right)$

于是，

$i=\frac{\mathrm{\ω}}{{\mathrm{\ω}}^{\′}}=\frac{Z_5}{Z_5-Z_4}=\frac{Z_5}{Z_P}---\left(3\right)$

式中，Z_P＝Z₅-Z₄为内、外齿轮的齿数差。由式(3)知，该传动的输入轴与输出轴的转动方向相同，且传动比

的大小受内、外齿轮的齿数及其齿数差Z_P直接影响，当差值Z_P＝1时传动比

等于内齿轮的齿数Z₅而具有最大值。

增加内齿轮齿数Z₅并减少齿数差Z_P可以增大传动比。但是，齿数的增加会使传动的尺寸增大，而减少齿数差Z_P将使外齿行星轮与内齿轮的直径相差很小，于是就会出现啮合区的齿顶相碰，或齿面干涉现象，使传动无法工作。为了避免这种干涉现象，在少齿差行星传动中主要采用短齿和角度变位的办法。

2、啮合参数

行星传动的齿轮啮合参数及啮合几何尺寸必须用变位系数来计算。因此，设计少齿差内啮合行星齿轮传动时，确定其变位系统是很重要的。

少齿差内啮合行星传动的设计受许多限制条件的制约，但在实际使用中只须满足两个主要限制条件即可：

(1)按啮合中心距a′装配时，要保证齿轮传动不产生齿廓重叠干涉，应满足重叠干涉系数

Gs＞Gs′                                                        (4)

(2)为保证获得足够的重合度，应使齿轮传动的重合度

ε_a＞ε_a′                                                      (5)

式中，Gs′和ε_a′分别为设计要求的少齿差的内啮合行星传动的齿廓重叠干涉系数和重合度。

齿廓重叠干涉系数为

Gs＝Z₄(δ₄+invα_a4)+(Z₅-Z₄)invα′-Z₅(δ₅+invα_a5)              (6)

重合度的计算公式为

${\mathrm{\ϵ}}_a=\frac{1}{2\mathrm{\π}}[Z_4(\tan \mathrm{\αa}4-\tan {\mathrm{\α}}^{\′})-Z_5(\tan \mathrm{\αa}5-\tan {\mathrm{\α}}^{\′})]---\left(7\right)$

一般情况下，ε_a应大于1。

现取Gs′和ε_a′分别为Gs和ε_a的预期值，则可以写成

Gs＝Gs′                                                        (8)

ε_a＝ε_a′                                                      (9)

于是，得到方程组

$\left\{\begin{array}{c}\mathrm{Gs}=G{s}^{\′}\\ {\mathrm{\ϵ}}_a={{\mathrm{\ϵ}}_a}^{\′}\end{array}\right.---\left(10\right)$

把变位系数x₄、x₅取为独立变量，把啮合角α′取作中间变量，求解此方程组就可得到变位系数x₄和x₅的数值。实际计算中采用数值解方法，用牛顿法进行迭代，在迭代计算中选用功能强大的数学软件MATHCAD进行计算。

当根据实际要求确定Gs′＝0.05，ε_a′＝1.05，输入内啮合齿轮传动的参数：Z₄＝42，Z₅＝44，m＝3.5，h^* _a＝0.8，α＝20°，初始值x⁽⁰⁾ ₄＝1.0，α′＝35°，经第4次迭代计算即可得到如下计算结果：

x₄＝1.433mm，x₅＝1.722mm，α′＝38.197°，ε_a＝1.05，Gs＝0.05。

3.效率分析

机械效率η反映驱动力所作的功在机械中的利用程度，它表示为输出功与输入功的比值。根据机械效率η的定义：

$\mathrm{\η}=\frac{W_r}{W_d}=\frac{W_d-W_f}{W_d}=1-\frac{W_f}{W_d}---\left(11\right)$

式中，W_r为输出功，W_d为输入功，W_f为损耗功。

效率是行星传动的一项重要性能指标，效率的高低决定该种传动能否得到推广应用。行星传动的机械效率主要由四部分组成：

η＝η_eη_bη_wη_M                                                     (12)

式中，η_e为行星传动的啮合效率；η_b为轴承的效率；η_w为输出机构的效率；η_M为搅油损失的效率。

本文研究的少齿差行星传动，没有输出机构，其传动效率参考式(12)可以得出：

η＝η_eη_bη_M                                                        (13)

3.1行星传动的啮合效率

计算的方法主要有啮合功率法、力偏移法和图解法，而以啮合功率法的应用较普遍。由啮合功率法得到

${\mathrm{\η}}_e=1+\frac{{\mathrm{\η}}^H}{\frac{Z_4}{Z_5-Z_4}(1-{\mathrm{\η}}^H)}---\left(14\right)$

式中，η^H为转化机构的啮合效率。对于定轴少齿差内齿轮传动，因α′＞α_a1，节点P在啮合线B₁B₂外，故转化机构的效率计算公式如下：

${\mathrm{\η}}^H=1-\mathrm{\π}\·\mathrm{fg}(\frac{1}{Z_4}-\frac{1}{Z_5})[\frac{Z_4}{2\mathrm{\π}}(\tan {\mathrm{\α}}^{\′}-\tan \mathrm{\α}{a}_4)+\frac{Z_5}{2\mathrm{\π}}(\tan {\mathrm{\α}}^{\′}-\tan \mathrm{\α}{a}_5)]---\left(15\right)$

式中，f_g为啮合过程中齿面的摩擦系数，一般取f_g＝0.06～0.10。

把各项数值代入式(14)，即可得到本文研究的少齿差行星传动的啮合效率η_e＝0.968。

3.2轴承的效率

转臂轴承的效率按下式计算：

${\mathrm{\η}}_b=1-\frac{T_B}{T_H}(1+\frac{Z_5-Z_4}{Z_4})---\left(16\right)$

式中，T_B为摩擦力矩，T_H为转臂转矩。

概略计算时可以近似取η_b＝0.98～0.995，本文研究的传动取η_b＝0.99。

3.3搅油损失的效率

搅油损失的效率按下式计算：

式中，P为传递的功率，KW；V^H为圆周速度，m/s；b为浸入油中的齿轮的宽度，mm；E°为工作温度下油的粘度，条件度；Z_ε为啮合齿轮副的齿数。

将有关参数代入式(17)，计算得到η_M＝0.95。

综上所述，本文的新型少齿差行星传动的总效率为

η＝η_eη_bη_M＝0.968×0.99×0.95＝91.04％

Claims (2)

1.一种连杆—齿轮少齿差行星传动机构，其特征是通过固定在四杆机构连杆中部的外齿轮、将输入动力传递给与其啮合的内齿轮，外齿轮在内齿轮内部作平动，驱动内齿轮作定轴转动输出转矩。

2.如权利要求1所述的连杆—齿轮少齿差行星传动机构，其特征是一种减速机的结构是：曲柄(6)和(11)为输入轴，传递运动和动力的两块传动板(10)、(12)即为四连杆机构中的连杆，外齿轮(8)固定在传动板(10)上，外齿轮(13)固定在传动板(12)上，两个外齿轮分别与内齿轮(9)和(14)啮合，轴(7)为转矩输出轴；平衡板(15)与两块传动板(10)、(12)的瞬时啮合相位差为180度角，其质量等同于两块传动板的总和。

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